Đồ án chi tiết máy SVTH đỗ văn minh

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA LỜI NĨI ĐẦU Mơn học chi tiết máy đóng vai trị quan trọng chương trình đào tạo kỹ sư cán kỹ thuật nghiên cứu cấu tạo ,ngun lý làm việc phương pháp tính tốn thiết kế chi tiết, thiết bị phục vụ cho máy móc ngành cơng _ nơng nghiệp giao thông vận tải Đồ án môn học chi tiết máy có kết hợp chặt chẽ lí thuyết với thực nghiệm Lí thuyết tính tốn chi tiết máy xây dựng sở kiến thức tốn học ,vật lí ,cơ học lí thuyết ,nguyên lý máy ,sức bền vật liệu v.v…,được chứng minh hồn thiện qua thí nghiệm thực tiễn sản xuất Đồ án môn học chi tiết máy đồ án có tầm quan trọng sinh viên khoa khí Đồ án giúp cho sinh viên hiểu kiến thức cấu tạo, nguyên lý làm việc phương pháp tính tốn thiết kế chi tiết có cơng dụng chung ,nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả giải vấn đề tính tốn thiết kế chi tiết máy ,làm sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau Được giúp đỡ hướng dẫn tận tình thầy - cán giảng dạy thuộc môn chi tiết máy , đến đồ án mơn học em hồn thành Tuy nhiên việc thiết kế đồ án không tránh khỏi sai sót em mong bảo thầy góp ý bạn Em xin chân thành cảm ơn thầy giúp đỡ em hồn thành cơng việc giao Hà Nội, ngày 11/08/2012 Sinh viên: Đỗ Văn Vinh Lớp: Ck5-k5 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PHẦN 1: TÍNH TỐN HỆ DẪN ĐỘNG I.Chọn động 1, Xác định công suất động +Công suất cần thiết trục đông cơ: Pct = - Pt η ( kw ) Trong đó: Pct cơng suất cần thiết trục động η hiệu suất truyền động m η =ηđ ηk ηbr ηoln ηot Tra bảng 2.3(Giáo trình tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí) có: ηđ hiệu suất truyền đai ηđ = 0,95 ηk hiệu suất khớp nối ηk = ηbr hiệu suất truyền bánh trụ ηbr = 0,97 ηol hiệu suất cặp ổ lăn ηol = 0,99 m số cặp bánh ( m = 2) n số cặp ổ lăn ( n=4 ) Hiệu suất toàn hệ thống là: η = 0,95.1.0,994.0,97 = 0,86 Pt cơng suất tính tốn trục máy cơng tác Ta có: +, Pt = β.P ( kw ) P= = 14000.0, 48 = 6,72 ( kw ) 1000 -Trong đó: F lực kéo băng tải: F = 14000(N) V vận tốc băng tải: v = 0,48 (m/s) β hệ số tải trọng thay đổi SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY β= GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA T t T t 2,5 4,8 ( ) + ( ) = (1, 4) + (0, 75) = 0,8 T1 tck T1 tck 8 Cơng suất tính tốn là: Pt = 0,8.6,72 = 5,38( kw ) Vậy công suất cần thiết trục động là: Pct = 5,38 Pt = 0,86 = 6,26 ( kw ) η 2, Xác định vòng quay đồng trục động Số vịng quay trục máy cơng tác là: 60000.0, 48 = 28,66 ( vòng/phút ) 3,14.320 n= = Tỉ số truyền tồn hệ thống tính theo cơng thức: u =u.u đó: u tỉ số truyền động bánh trụ hộp giảm tốc cấp chọn u = 16 u tỉ số truyền động đai thang thường chọn u = Tỉ số truyền toàn hệ thống là: u = u u = 16.3 =48 Số vịng quay sơ tồn động là: n = n.u = 28,66.48= 1419 ( vòng/phút ) 3, Chọn động Động chọn phải có cơng suất số vịng quay thỏa mãn đồng thời điều kiện: Pđc > Pct nđc ≈ nsb TK Tmm ≥ Tdn T1 Theo bảng phụ lục P1.3(giáo trình tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí) SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Ta chọn động kiểu: 4A132S4Y3 Các thông số động sau: Pđc = 7.5 kw TK = ; nđb = 1455 ( vòng/phút ) Tdn Ta thấy: P = 7.5 > P T TK = > mm = 1,45 Tdn T1 Vậy động chọn thỏa mãn II Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền u hệ thống dẫn động 1455 u = = 28, 66 = 49,2 mà: u = u.u với u tỉ số truyền truyền ngồi Chọn u = 3,15 ta có: u = = = 15,62 Tra bảng 3.1(Giáo trình tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí) Chọn u = 16 ta có u=4,91; u= 3,26 Trong đó: u tỉ số truyền bánh cấp nhanh u tỉ số truyền bánh cấp chậm ut Tính lại: u = u = =3,08 h Ta có ∆ = 100% = 2,2 < 4% III Tính thơng số hình học *, Công suất - Công suất trục công tác P = 6,82 ( kw ) - Công suất trục III là: PIII = - Pt 6,82 = =6,89 ( kw ) η ot η k 0,99.1 Công suất trục II là: SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY PII = - GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA PIII 6,89 = = 3,585 ( kw ) 2.η ol η br 2.0,99.0,97 Công suất trục I là: PI = PII 7,17 = = 7,47 ( kw ) η ol η br 0,99.0,97 *, Số vòng quay n = = = 462 ( vòng/phút ) n = = = 94 ( vòng/phút ) n = = =29 ( vòng/phút ) *, Giá trị momen T = 9,55.10 = 9,55.10 = 49227 (N.mm) T = 9,55.10 = 9,55.10 = 154412 (N.mm) T = 9,55.10 = 9,55.10 = 364221 (N.mm) T = 9,55.10 = 9,55.10 = 2268948 (N.mm) Bảng tính cơng suất, momen xoắn tỉ số truyền Trục Thông số U P(kw) n(v/ph) T(N.mm) Động I II III Uđ = 3,15 U= 4,91 U = 3,26 7,5 7,47 3,585 6,89 1455 462 94 29 49227 154412 364221 2268948 PHẦN TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY A Tính tốn truyền đai SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIT MY GVHD: HONG XUN KHOA Sơđ trun ® TiÕt diƯn A δ d2 Ο2 α2 b d1 a : khoảng cách hai trục bánh đ 1,2 : góc ôm đ bánh nhỏ lớ n : góc hai nhánh dâ yđ : chiều dày dâ yđ dẹt b : chiều rộng đai dẹt A : diƯn tÝch tiÕt diƯn ® A =bxδ a Chọn loại đai phù hợp với khả làm việc: Do chế độ làm việc yêu cầu truyền đai làm việc ổn định hai ca tương đương với 16 h Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào phải bảo đảm yêu cầu kinh tế là giá thành phải tối thiểu Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt làm vải cao su Xác định đường kính đai nhỏ: Đường kính đai nhỏ xác định công thức thực nghiệm: d1 = ( 5,2 ÷ 6,4).3 T1 Ở T1 mơmen xoắn trục chủ động nên ta có T = Tdc = 49227 (N.mm) Thay số vào ta có xác định sơ đường kính bánh đai sau: d1 = ( 5,2 ÷ 6,4 ).3 Tdc = ( 5,2 ÷ 6,4 ).3 49227 = 190 ÷ 234(mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn d1 = 224 (mm) Khi vận tốc đai xác định cơng thức sau: v= π d1 n1 3,14.224.1455 = = 17 (m/s) 60.1000 60000 Do v = 17 (m/s) < vmax = (25÷ 30) (m/s) Cho nên đường kính d1 phù hợp với điều kiện làm việc truyền Xác định đường kính đai lớn: Đường kính đai lớn xác định công thức: d2 = d1.u.(1− ε ) SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA - u tỉ số chuyền chuyền đai ⇒ u = Ung = 3,15 Trong đó: - ε hệ số trượt đai vải cao su ε = 0,01 - d1 đường kính bánh đai nhỏ sau chuẩn hố ⇒ d = d1 u.(1 − ε ) = 224.3,15.(1 − 0,01) = 698,5( mm ) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn d2 = 710 (mm) Bảng 21.15 * Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực bánh bị dẫn Ta có số vịng quay thực bánh bị dẫn xác định công thức sau: n 2' = (1 − ε ).n1 d1 = (1 − 0,01).1455.224 = 455,39 d2 710 Với sai số vòng quay ∆n = n2' − n2 n2 100% = (vòng/phút) 455,39 − 462,86 462,86 100% = 1,6% ⇒ ∆n < 4% giá trị đáp ứng điều kiện truyền đai làm việc bình thường tức bảo tỉ số chuyền cần thiết Cho nên đường kính d tính tốn đạt u cầu Xác định khoảng cách hai trục bánh đai a chiều dài đai L a ≥ (1,5 ÷ 2).(d1 + d ) = (1,5 ÷ 2).(224 + 710) = (1401 ÷ 1868) (mm) Ta chọn a = 1500 (mm) Khi L xác định theo công thức sau: L = 2.a + π.(d1 + d2 ) π.(d2 − d1) + 4.a Thay số vào công thức ta thu giá trị L sau: L = 2.1500 + 3,14.( 224 + 710) 3,14.(710 − 224) + = 4467 (mm) 4.1500 Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta tăng thêm chiều dài dây đai từ 100÷ 400 (mm) để truyền làm việc tốt Tính góc ôm đai α Góc ôm α1 bánh nhỏ xác định công thức sau: SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 1800 − 570 ( d2 − d1 ) a GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA α1 = 1800 - γ = Thay giá trị d1 d2 vào cơng thức ta có: α = 180 − 57 ( 710 − 224) 1500 = 161.5 = 1610 31' Nhận thấy α1 = 161031’ > 1500 thỏa mãn u cầu góc ơm đai Số vòng chạy đai: i = = =3,8 < i = (3 ÷ 5) ( ) Xác định chiều dày (δ) chiều rộng (b) đai dẹt Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất truyền khác đai thiết kế phải đáp ứng khả kéo đai phát sinh q trình làm việc khơng vượt giá trị cho phép xác định thực nghiệm (Tránh tượng trượt trơn hoàn toàn) ψ= σt ≤ ψ ⇒ σt ≤ 2.ψ0.σ0 = [σt] 2.σ Mặt khác ta lại có: σ t = Trong đó: Ft K d F K Ft K d b≥ t d ≤ [ σ t ] ⇒ A = b.δ ≥ ⇒ [σt ] [ σ t ].δ A - Ft lực vòng - Kd hệ số tải động Lực vòng Ft xác định thông qua công suất động P đc vân tốc v đai: Ft = Pdc 1000 7,5.1000 = = 441,2( N ) v 17 Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 làm việc ca với máy điện xoay chiều Bảng 4.7 Chiều dày đai δ xác định theo tỉ số δ/d1 cho tỉ số không vượt trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh đai có tác dụng tăng tuổi thọ đai Đối với đai làm vải cao su tra Bảng 4.8 (Trang 55-Tập Tính tốn ) SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA ta có (δ/d1)max = 1/40 Khi ta xác định chiều dày cho phép sau: δ/d1 ≤ 1/40 ⇒ δ ≤ d1/40 = 224/40 = 5,6 (mm) Chọn δ = ( mm) Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí) ta xác định loại đai dùng Ъ - 800 có lớp lót chiều dày đai δ = (mm) Khi bề rộng đai b xác định theo công thức sau: b≥ Ft K d 404.1,15 103,2 = = [ σ t ].δ 4,5.[ σ t ] [ σ t ] Đối với đai dẹt ứng suất cho phép xác định theo thực nghiệm sau: [σt] =[σt]o.Cp.Cα.Cv (*) Trong đó: - Cb hệ số xét đén bố trí truyền cách căng đai Do góc nghiêng truyền 60 nên ta chọn C = 0,9 - Cα hệ số xét đến ảnh hưởng góc ơm đai Ta có: Cα = – 0,003.( 180 - α1) ⇒ Cα = – 0,003.( 180 - 161,5o) = 0,94 - Cv hệ số xét đến ảnh hưởng vân tốc Cv = 1,04 – 0,0004.v2 ⇒ CV = 0,92 [σt]o ứng suất có ích cho phép Do góc nghiêng truyền 60 nên ta chọn σ =1,8 (MPa) Theo bảng 4.9 ta có: k = 2,5; k = 10 Nên [σt]o = k - = 2,4 [σt] =[σt]o.Cb.Cα.Cv = 2,4.0,9.0,94.0,92 = 1,87 (N/mm2) Vây ta tính giá trị chiều rộng đai sau: b≥ 441,2.1,2 441,2.1,2 = = 56,6(mm) [σ t ].δ 1,87.5 Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm) SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HỒNG XN KHOA Tính chiều rộng bánh đai (B) Tra bảng 21.16 ta có chiều rộng bánh đai B = 71 (mm) Xác định lực tác dụng lên trục Fr: Lực tác dụng lên trục bánh đai xác định theo công thức: Fr =2.Fo.sin(α1/2) = 2.A.σo.sin(α1/2) = 2.b δ.σo.sin(α1/2) =2 b δ [σt] Thay số vào ta có xác định được: Fr = 2.63.5.1,87 = 1178 (N) Bảng kết tính truyền đai Tên đai lượng Ký hiệu Đơn vị đo Kết qủa Đường kính đai lớn d1 mm 710 Đường kính đai nhỏ d2 mm 224 Chiều rộng đai b mm 63 Chiều rộng bánh đai B mm 71 Chiều dài dây đai L δ xb mm 4467 F α1 N 1178 độ 1610 31' Tiết diện đai Lực tác dụng trục đai Góc ơm đai bánh nhỏ mm2 SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 Ghi Thêm 100 : 400 5x63 10 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA τ d = 2.364221 / 55.60.16 = 13,8 < [τ b ] Thỏa mãn điều kiên bền *, Xét trục III d = 75 (mm); b = 20; h = 12; t = 7,5; t = 4,9; T = 2268948 (N.mm) σ d = 2.2268948 / 75.150.(12 − 7,5) = 89,6 < [σ b ] τ d = 2.2268948 / 75.150.20 = 20,2 < [τ b ] Thỏa mãn điều kiên bền E TÍNH TỐN CHỌN Ổ LĂN A, Chọn ổ lăn cho trục I Chọn ổ lăn - Chọn loại ổ bi đỡ dãy do: Xét: = = - Đường kính chỗ lắp ổ lăn 30 mm Tra bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ trung Ký hiệu: 306 có thơng số Đường kính d =30 mm cịn đường kính ngồi D = 72 mm Chiều rộng ổ B = 19 mm đường kính bi db = 12,30 mm Khả tải động C = 22 kN, khả tải tĩnh Co = 15,1 kN; Kiểm nghiệm khả tải ổ lăn làm việc: a Khả tải động: Ta biết khả tải động tính theo cơng thức: Cd = QE m L Trong đó: - m bậc đương cong mỏi ổ bi đỡ m = - QE tải trọng động tương đương (kN) - L tuổi thọ tính triệu vòng Do tải trọng động tương đương QE = m Qmi.L i / ∑ L i SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 ( Với i = 1,2) 52 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Với Qi tải động qui ước ổ lăn lắp lên gối thứ i trục tính công thức: Qi =(X.V.Fri + Y.Fa).kt.kđ = X.V.Fri kt.kđ Trong đó: (do Fa = 0) - Fai, Fri tải trọng dọc trục tải trọng hướng tâm ổ gối i (kN) - V hệ số ảnh hưởng đến vòng quay vòng quay nên V = - kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa k đ = 1,2 - kv hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ làm việc θ = 105o ⇒ kt = Sử dụng kết tính phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr ổ lăn A B lắp trên trục sau: FrA = FxA2 + FyA2 = 13132 + 542,5 = 1421( N ) , FrB = FxB2 + FyB2 = 2216 + 1021,5 = 2440 N , Tải trọng quy ước: QA =X.V.FrA kt.kđ = 1 1421 1,3 = 1847,3 N QB =X.V.FB kt.kđ = 1 2163 1,3 = 2811,9N Chọn Q = QB để tính tốn QB > QA tải trọng tương đương là: m QE = ∑(  Q  L  Q2  Lh  h1 m  QE = QB   +   Qi L / ∑ Li  Q1  Lh  Q1  Lh  ⇔ ) Thay số vao ta có: QE = 2811,9.(13.3,2/8 + (0,66)3.4,6/8)1/3 = 2325 N = 2,325 kN Tuổi thọ ổ lăn tính sau: L = Lh.n1.60.10-6 = 17000 462 60 10-6 = 388 (triệu vòng) Hệ số khả tải động tính sau: Cd = 2,325 388 = 17 kN < C = 22 kN ⇒ loại ổ đảm bảo khả tải động SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 53 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA b, Kiểm nghiệm khả tải tĩnh Hệ số tải trọng hướng tâm X hệ số tải trọng dọc trục Y tra Bảng 11.6 ta lấy giá trị X0 = 0,6 , Y0 = 0,5 Tải trọng tĩnh tính tốn giá trị lớn hai giá trị sau: Q0 = X0.Fr = 0,6 2811,9 = 1687,14 N = 1,68714 (Vì Fa = 0) Q1 = Fr = 2811,9 N = 2,8119 kN Chọn Q = Q1 để kiểm tra Q1 > Q0 Do Q0 = 2,8119 kN < C0 = 15,1 kN⇒ loại ổ lăn thoả mãn khả tải tĩnh Vậy với ổ bi đỡ dãy có ký hiệu 306 đáp ứng điều kiện làm việc cho trục B Chọn ổ lăn cho trục II hộp giảm tốc 1.Chọn loại ổ lăn Ta có: ∑Fa = Fa4 + Fa3 =0 nên ∑Fa/Fr = Mặt khác ổ lắp trục trung gian lại loại ổ tuỳ động cho phép trục có khả di chuyển theo phương dọc trục Do ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ có ngấn chặn Chọn sơ kích thược ổ: Dựa vào đường kính chỗ lắp ổ lăn d = 45 mm tiến hành tra Bảng P2.8 chọn loại ổ đũa trụ ngắn trung cỡ hẹp mang kí hiệu : 2309 có thơng số hình học sau: Đường kính d = 45 mm cịn đường kính D = 100 mm Chiều rộng ổ B = 25 mm cịn kích thước lăn d = 14 l = 14 mm Khả tải động C = 56,5 kN, khả tải tĩnh Co = 40,7 kN; Kiểm nghiệm khả tải ổ lăn làm việc: a Theo khả tải động: Khả tải động tính theo cơng thức: SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 54 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA Cd = QE m L Trong đó: - m bậc đương cong mỏi ổ đũa m = 10/3 - QE tải trọng động tương đương (kN) - L tuổi thọ tính triệu vịng Do tải trọng động tương đương QE = Qim Li / ∑ Li ( Với i = 1,2) Với Qi tải động qui ước ổ lăn lắp lên gối thứ i trục tính cơng thức: Qi =(X.V.Fri + Y.Fai).kt.kđ = X.V.Fri kt.kđ Trong đó: (do Fa = 0) - Fai, Fri tải trọng dọc trục tải trọng hướng tâm ổ gối i (kN) - V hệ số ảnh hưởng đến vòng quay vòng quay nên V = - kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa k đ = 1,2 - kv hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ làm việc θ = 105o ⇒ kt = Sử dụng kết tính phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr ổ lăn D H lắp trên trục sau: FrH = FrD = FxD2 + FyD2 = 8534 + 2934,5 = 9024( N ) , Tải trọng quy ước: QD = QH =X.V.FrAI kt.kđ = 1 9024 1,2 = 10829 N Vậy Q = QD tải trọng tương đương là: m QE = ∑ (Q L) / ∑ L m i i  Q 10 / L Q h1   +  Lh  Q1  Q ⇔ QE = QD      10 / Lh   Lh   10 Thay số vào ta có:QE = 10829.(110/3 3,2/8 + (0,66)10/3.4,6/8)3/10 = 9021 N = 9,021 KN Tuổi thọ ổ lăn tính sau: SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 55 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA L = Lh.n1.60.10-6 = 17000 94 60 10-6 = 79 triệu vòng Hệ số khả tải động: Cd = 9,021 79 = 38,7 kN Do Cd = 38,7 kN < C = 56,5 kN ⇒ loại ổ lăn chọn đảm bảo khả tải động b, Kiểm nghiệm khả tải tĩnh Hệ số tải trọng hướng tâm X0 hệ số tải trọng dọc trục Y0 tra Bảng 11.6 ta có X0 = 0,6 , Y0 = 0,5 Tải trọng tính tốn giá trị lớn hai giá trị sau: Q0 = X0.Fr = X0.FrD =0,6.9024 = 5414,4 N = 5,4 kN (Vì Fa = 0) Q1 = Fri = FrAI = 9024 N = 9,024 kN Chọn Q = Q1 để kiểm tra Q1 > Q0 Do Q0 = 9,024 kN < C0 = 40,7 kN ⇒ loại ổ lăn thoả mãn khả tải tĩnh Vậy với ổ đũa ngắn đỡ dãy tính tốn sơ hồn tồn thích hợp hai trường hợp tải tĩnh tải động C Chọn ổ lăn cho trục III hộp giảm tốc: 1.Chọn loại ổ lăn Do trục lắp cặp bánh nghiêng nên thành phần lực tổng hợp tác dụng theo phương dọc trục Fa = ⇒ Fa/Fr = Vậy ta chọn loại ổ ổ bi đỡ dãy Chọn sơ kích thước ổ: Dựa vào đường kính chỗ lắp ổ lăn d =70 mm, ta tra Bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung mang kí hiệu: 214 có thơng số hình học sau: Đường kính d = 70 mm cịn đường kính ngồi D = 125 mm Chiều rộng ổ B = 24 mm đường kính bi db = 17,46 mm Khả tải động C = 48,8 kN, khả tải tĩnh Co = 38,1 kN; Kiểm nghiệm khả tải ổ lăn làm việc: SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 56 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA a Theo khả tải động: Ta biết khả tải động tính theo cơng thức: Cd = QE m L Trong đó: - m bậc đương cong mỏi ổ đũa m = - QE tải trọng động tương đương (kN) - L tuổi thọ tính triệu vòng Do tải trọng động tương đương QE = Qim Li / ∑ Li ( Với i = 1,2) Với Qi tải động qui ước ổ lăn lắp lên gối thứ i trục tính công thức: Qi =(X.V.Fri + Y.Fai).kt.kđ = X.V.Fri kt.kđ Trong đó: (do Fa = 0) - Fai, Fri tải trọng dọc trục tải trọng hướng tâm ổ gối i (kN) - V hệ số ảnh hưởng đến vòng quay vòng quay nên V = - kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa k đ = 1,2 - kv hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ làm việc θ = 105o ⇒ kt = Ta có: FrI = FxI2 + FyI2 = 10015 + 3684 = 10671N , = 3065 + 3684 = 4792,3 N , FrM = FxM2 + FyM Ta thấy: F > F nên ta chọn F để kiểm nghiệm Tải trọng quy ước: QI =X.V.FI kt.kđ = 1 10671 1,2 = 12805,2 N Vậy Q = QAI tải trọng tương đương là: m QE = ∑ (Q L) / ∑ L m i i  Q  L  Q  Lh  h1    +    Q1  Lh  Q1  Lh  ⇔ QE = QI SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 57 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA QE = 12805,2.(13 3,2/8 + (0,66)3.4,6/8)1/3 = 10588 N = 10,588 kN Tuổi thọ ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 17000 29 60 10-6 = 24,36 (triệu vòng) Hệ số khả tải động: Cd = 10,588 24,36 = 30,7 kN Do Cd = 30,7 kN < C = 48,8 kN ⇒ loại ổ lăn chọn đảm bảo khả tải động b, Kiểm nghiệm khả tải tĩnh Hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục tra Bảng 11.6 ta có X0 = 0,6 , Y0 = 0,5 Tải trọng tính tốn giá trị lớn hai giá trị sau: Q0 = X0.Fri = X0.FrI =0,6 10671 = 6402,6 N = 6,4026 kN (Vì Fa = 0) Q1 = Fri = FrAI = 10671 N = 10,671 kN Chọn Q = Q1 để kiểm tra Q1 > Q0 Do Q0 = 10,671 kN < C0 = 38,1 kN⇒ loại ổ lăn thoả mãn khả tải tĩnh Vậy ổ bi đỡ dãy chọn phù hợp với hai trường hợp tải tĩnh tải động SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 58 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA PHẦN IV: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP I, Chọn bề mặt ghép nắp thân Vỏ hộp đảm bảo vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ chuyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm Tính kết cấu hộp Chỉ tiêu hộp giảm tốc độ cứng cao khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc gang xám có ký hiệu GX 15-32 Chọn bề mặt lắp ghép thân qua tâm trục *, Các kích thước phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Tên gọi Biểu thức tính tốn Chiều dày:0 + thân hộp: δ δ = 0,03.a +3 = 0,03.240 + = 10,2> 6mm + Nắp hộp: δ δ = 0,9 δ = 0,9.10,2 = 9,18 mm Chọn δ = 10 mm; δ = mm Gân tăng cứng: +chiều dày e + Chiều cao, h + Độ dốc e = (0,8…1) δ = 8…10 chọn e = 9mm h 0,04 a +10 = 19,6 mm chọn d1 = M20 +Bu lông cạnh ổ d2 d2 = ( 0,7…0,8)d1 = 14…16 chọn d2 = M16 +Bu lông ghép bích nắp d3 = ( 0,8…0,9 ) d2 thân d3 => chọn d3 = M12 +Vít nắp ổ d4( theo bảng 18.2) d4 = ( 0,6…0,7).d2 => chọn d4 = M10 +Vít ghép nắp cửa thăm dầu d5 d5 = (0,5…0,6).d2 => chọn d5 = M8 Mặt bích ghép nắp thân +Chiều dài bích thân hộp S3 S3 = (1,4…1,8).d3 = 19,6…25,2 chọn S3 = 20 mm +Chiều dài bích nắp hộp S4 S4 = (0,9…1)S3 = 18…20 chọn S = 18 mm +Bề rộng bích nắp thân K3 K3 = K2 – (3…5)mm = 50 - (3…5) = 45 mm Kích thước gối trục +Đường kính ngồi tâm lỗ vít Định theo kích thước ổ nắp D3 , D2 (bảng 18.2) +Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh K2 = E2+R2+(3…5) ổ: K2 = 25+20+5 = 50 mm +Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 C ( k khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) E2 = 1,6.d2 = 25,6 mm chọn E = 25 mm R2 = 1,3.d2 = 20,8 chọn R = 20mm C = D3/2 = 90 mm ; k ≥ 1,2 d2 = 19,2 => k = 20mm +Chiều cao: h h : phụ thuộc vào tâm lỗ bulơng kích thước mặt tựa Mặt đế hộp Chiều dày khơng có phần lồi S1 = (1,3…1,5)d1 => S1 = 28mm SVTH: ĐỖ VĂN VINH – LỚP CK5 – K5 60 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY S1 GVHD: HOÀNG XUÂN KHOA K1 ≈ 3.d1 = 3.20 = 60mm Bề rộng mặt đế hộp, K1 q S2 ≈ 1,1.d1 = 22 mm Khi có phần lồi S1 = (1,4…1,7) d1 => S1 = 30 mm q = K1 + δ = 60+2.10 = 80 mm Khe hở chi tiết +Giữa bánh thành ∆ ≥ (1 1,2)δ => ∆ = 11mm hộp +Giữa đỉnh lớn với đáy hộp +Giữa bề mặt với Số lượng bu lông => ∆1 = 40 mm ∆ ≥ (3 5)δ = 30 50 ∆2 ≥ δ => ∆ = 11mm Z = ( L+ B) / ( 200…300) ≈ 1200 / 200 = chọn Z = II.Bôi trơn hộp giảm tốc -1, Bôi trơn bánh răng: Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính bánh cấp chậm Với bánh cấp nhanh lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/6 bán kính Lượng dầu bơi trơn khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho kW công suất truyền -2, Bôi trơn ổ lăn: Chất bôi trơn lựa chọn dụa nhiệt độ số vịng quay ổ Trong thực tế vận tơc trượt v